JP2020034004A - 可変容量形オイルポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】ポンプ室に気泡が発生しても、カムリングの挙動の不安定化を抑制してポンプの高圧特性の制御の安定化を図り得る。【解決手段】カムリング１５を複数のポンプ室２４の容積変化量(偏心量)が増大する方向へ付勢するコイルばね３３と、供給された吐出圧を第１受圧面１５ｅに作用させて、偏心量が小さくなる方向へカムリング１５を揺動させる第１制御油室３１と、供給された吐出圧を第２受圧面１５ｆに作用させて、偏心量が大きくなる方向へカムリング１５を揺動させる第２制御油室３２と、を備え、前記第２受圧面の面積を第１受圧面よりも大きく形成して、第２ベクトルＢ２を第１ベクトルＢ１より大きくして、高圧特性時におけるカムリングの挙動の安定化を図る。【選択図】図４

Description

本発明は、例えば内燃機関のクランクシャフトなどの摺動部の潤滑や補機類の駆動源としてのオイルを供給する可変容量形オイルポンプに関する。

従来の可変容量形オイルポンプとしては種々提供されており、その一つとして、例えば、本出願人が先に出願した以下の特許文献１に開示されたものがある。

この可変容量形オイルポンプは、例えば内燃機関のクランクシャフトのベアリングメタルなどの各摺動部や、吸気弁などの機関弁の作動特性を制御する可変動弁装置などの要求吐出圧の異なる機器に使用するために、第１の回転領域に係る低圧特性と、第２の回転領域に係る高圧特性の２段階特性の要求を満足するようになっている。

すなわち、ポンプボディの内周面とカムリングの外周面との間に第１制御油室と第２制御油室が隔成され、前記第１制御油室にポンプ吐出圧が供給されることによって、前記カムリングの偏心量が小さくなる方向(以下、同心方向)へ付勢される一方、第２制御油室にポンプ吐出圧が供給されることによって、カムリングの偏心量が大きくなる方向(以下、偏心方向)へ付勢されるようになっている。また、コイルばねのばね力によってカムリングの偏心量が大きくなるように付勢されていると共に、ロータの外周面から径方向へ出没する複数のベーンとカムリングの内周面とによって隔成された複数のポンプ室の内圧に基づく付勢力によっても前記カムリングの偏心、同心方向への揺動制御が行われようになっている。

そして、前記第１、第２制御油室に対する吐出圧の供給と排出を、電磁切換弁とパイロット弁によって制御することによって、機関回転数に応じて前記カムリングの偏心量を制御して、前記低圧特性と高圧特性の２段階の要求吐出圧を満足するようになっている。

特開２０１４−１０５６２２号公報

ところで、前記可変容量形オイルポンプにあっては、特にポンプの高回転時(第２回転領域)には、吸入中にエアレーションやキャビティーションなどに起因した多くの気泡がオイル中に発生し易くなり、このオイルを圧縮して吐出する吐出領域で気泡の潰れなどの現象を起こして前記各ポンプ室の内圧のバランスが崩れてしまう。このため、前記カムリングの挙動が不安定になって、設定した作動油圧に達する前に前記カムリングが同心方向へ揺動してしまい、第２の回転領域における高圧特性の制御が不安定になるおそれがある。

本願発明は、前記従来の技術的課題に鑑みて案出されたもので、ポンプ室に気泡が発生しても、カムリングの挙動の不安定化を抑制してポンプの高圧特性の制御の安定化を図り得る可変容量形オイルポンプを提供することを目的としている。

本発明は、内燃機関に用いられる可変容量形オイルポンプにおいて、
ポンプ収容室を有するポンプハウジングと、
前記ポンプ収容室に収容され、前記ポンプ収容室の内周面に設けられた揺動支点を中心として揺動する揺動部材と、
前記揺動部材の内部に収容されたポンプ構成体であって、回転中心が前記揺動部材の内径の中心と偏心して配置され、前記回転中心に対する径方向において、前記揺動部材との間で複数のポンプ室を形成し、回転に伴って前記複数のポンプ室の容積が増加する吸入領域に設けられた吸入部から作動油を吸入し、回転に伴って前記複数のポンプ室の容積が減少する吐出領域に設けられた吐出部に作動油を吐出する前記ポンプ構成体と、
セット荷重が付与された状態で設けられ、前記揺動部材の内径の中心と前記ポンプ構成体の回転中心との間の偏心量が増大する方向へ前記揺動部材を付勢する付勢部材と、
前記揺動部材の外周部に設けられ、前記ポンプ収容部の内周面に当接する第１シール部材と、
前記揺動部材の揺動支点から前記第１シール部材までの距離よりも、前記揺動支点から遠い距離にある前記揺動部材の外周部に設けられ、前記ポンプ収容部の内周面に当接する第２シール部材と、
前記ポンプ収容室と前記揺動部材との間に形成されると共に、前記吐出領域に配置された前記揺動支点と前記第１シール部材との間に設けられた第1制御油室であって、前記第1制御油室に作動油が供給されることによって前記偏心量が減少する方向へ前記揺動部材が移動したときに容積が増加する前記第１制御油室と、
前記ポンプ収容室と前記揺動部材との間に形成されると共に、前記前記揺動支点と前記第２シール部材との間に設けられた第２制御油室であって、前記第２制御油室に作動油が供給されることによって前記偏心量が増加する方向へ前記揺動部材が移動したときに容積が増加する前記第２制御油室と、
を備え
前記第２制御油室に面する前記揺動部材の第２受圧面の面積は、前記第1制御油室に面する前記揺動部材の前記第1受圧面の面積よりも常に大きいことを特徴としている。

本発明によれば、カムリングの挙動の不安定化を抑制してポンプの高圧特性時における制御の安定化を図ることができる。

本発明に係る可変容量形オイルポンプの各構成部品の分解斜視図である。 図１に示す可変容量形オイルポンプの正面図である。 図２のＡ−Ａ線に沿う断面図である。 図３のＢ−Ｂ線に沿う断面図である。 本実施形態に供されるポンプボディのカバー部材との合わせ面側から見た図である。 同実施形態に係る可変容量形オイルポンプの油圧特性を表すグラフである。 同実施形態に係る可変容量形オイルポンプの油圧回路図であって、（Ａ）は図６の区間ａ、（Ｂ）は図６の区間ｂにおけるポンプの状態を示している。 同実施形態に係る可変容量形オイルポンプの油圧回路図であって、（Ａ）は図６の区間ｃ、（Ｂ）は図６の区間ｄにおけるポンプの状態を示している。 同実施形態に係る可変容量形オイルポンプの油圧回路図であって、図６のＣ−Ａ点におけるポンプの状態を示している。 本発明における可変容量形オイルポンプの第２実施形態を示す油圧回路図である。 本発明における可変容量形オイルポンプの第３実施形態を示す油圧回路図である。

以下に、本発明に係る可変容量形オイルポンプの実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、本実施形態では、この可変容量形オイルポンプを、自動車用内燃機関の摺動部や機関弁の開閉時期制御に供するバルブタイミング制御装置に対して機関の潤滑油を供給するためのオイルポンプとして適用した例を示している。

このオイルポンプ１０は、図外の内燃機関のシリンダブロックあるいはバランサ装置の前端部に設けられ、図１〜図４に示すように、一端側が開口形成され内部にポンプ収容室１３が設けられた縦断面ほぼコ字形状のポンプボディ１１及び該ポンプボディ１１の前記一端開口を閉塞するカバー部材１２とからなるポンプハウジングと、該ポンプハウジングに回転自在に支持され、前記ポンプ収容室１３のほぼ中心部を貫通して図外のクランクシャフトまたはバランサシャフトにより回転駆動される駆動軸１４と、前記ポンプ収容室１３内に移動（揺動）可能に収容され、後述する第１、第２制御油室３１，３２やコイルばね３３と協働して後述する作動油室である複数のポンプ室２４の容積変化量を変更する揺動部材であるカムリング１５と、該カムリング１５の内周側に収容され、駆動軸１４によって図４中の時計方向に回転駆動されることで、前記カムリング１５との間に形成される前記ポンプ室２４の容積を増減させることによってポンプ作用を行うポンプ構成体と、前記カバー部材１２に付設され、後述する第２制御油室３２への油圧の給排を制御する制御機構であるパイロット弁４０と、該パイロット弁４０と後述の吐出口２２ａとの間に構成される油通路（後述する第２導入通路７２）上に設けられ、吐出されたオイルの前記パイロット弁４０側への供給を切換制御する切換機構である電磁切換弁６０と、を備えている。

前記ポンプ構成体は、カムリング１５の内周側において回転自在に収容され、その中心部が駆動軸１４外周に結合されたロータ１６と、該ロータ１６の外周部に放射状に切欠形成された複数のスリット１６ａ内においてそれぞれ出没自在に収容されたベーン１７と、前記ロータ１６より小径に形成され、該ロータ１６の内周側両側部に配設された一対のリング部材１８，１８と、から構成されている。

前記ポンプボディ１１は、アルミニウム合金材により一体に形成されて、図５にも示すように、ポンプ収容室１３の一端壁を構成する端壁１１ａのほぼ中央位置に、駆動軸１４の一端部を回転自在に支持する軸受孔１１ｂが貫通形成されている。また、ポンプ収容室１３の内周壁の所定位置には、棒状のピボットピン１９を介してカムリング１５を揺動自在に支持する横断面ほぼ半円状の支持穴１１ｃが切欠形成されている。

さらに、前記ポンプ収容室１３の内周壁には、軸受孔１１ｂの中心と支持穴１１ｃの中心とを結ぶ直線（以下「カムリング基準線」という。）Ｍに対して図４中の上半側に、カムリング１５の外周部に配設される第１シール部材２０ａが摺接する第１シール摺接面１１ｄが形成されている。この第１シール摺接面１１ｄは、支持穴１１ｃ中心から所定半径Ｒ１をもって構成される円弧面状に形成されると共に、カムリング１５が偏心揺動する範囲において第１シール部材２０が常時摺接可能な周方向長さに設定されている。同様に、前記カムリング基準線Ｍに対して図４中の下半側にも、カムリング１５の外周部に配設される第２シール部材２０ｂが摺接する第２シール摺接面１１ｅが形成されている。このシール摺接面１１ｅは、支持穴１１ｃの中心から所定半径Ｒ２をもって構成される円弧面状に形成され、カムリング１５が偏心揺動する範囲において第２シール部材２０ａが常時摺接可能な周方向長さに設定されている。

また、前記ポンプボディ１１の端壁１１ａの内側面には、特に図４、図５に示すように、軸受孔１１ｂの外周域に、前記ポンプ構成体によるポンプ作用に伴い前記各ポンプ室２４の容積が拡大する領域（以下「吸入領域」という。）に開口するようにほぼ円弧凹状の吸入部である吸入ポート２１が、また、前記各ポンプ室２４の容積が縮小する領域（以下「吐出領域」という。）に開口するようにほぼ円弧凹状の吐出部である吐出ポート２２が、それぞれ軸受孔１１ｂを挟んでほぼ対向するように切欠形成されている。

前記吸入ポート２１は、その周方向のほぼ中間位置に、後述するばね収容室２６側へ膨出するように形成された導入部２３が一体に設けられ、該導入部２３と吸入ポート２１の境界部近傍には、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと開口する吸入口２１ａが貫通形成されている。このような構成により、内燃機関の図外のオイルパンに貯留されたオイルが、前記ポンプ構成体のポンプ作用に伴い発生する負圧に基づき吸入口２１ａ及び吸入ポート２１を介して吸入領域に係る各ポンプ室２４に吸入されるようになっている。

ここで、前記吸入口２１ａは、前記導入部２３と共に、吸入領域のカムリング１５外周域に形成される低圧室３５と連通するように構成され、この低圧室３５にも前記吸入圧である低圧のオイルが導かれるようになっている。

前記吐出ポート２２は、その始端部に、ポンプボディ１１の端壁１１ａを貫通して外部へと開口する吐出口２２ａが貫通形成されている。したがって、前記ポンプ構成体によるポンプ作用により加圧されて吐出ポート２２へと吐出されたオイルが、吐出口２２ａから前記シリンダブロックの内部に設けられるメインオイルギャラリ２７を通って機関内における各摺動部の潤滑用やバルブタイミング制御装置の駆動源として供給されることとなる。

また、前記端壁１１ａの内面には、前記吐出ポート２２と軸受孔１１ｂを連通する連通溝２５が切欠形成されており、この連通溝２５を介して軸受孔１１ｂにオイルを供給すると共に、ロータ１６及び各ベーン１７の側部にもオイルを供給することによって、各摺動部の良好な潤滑が確保されるようになっている。

前記カバー部材１２は、図１及び図３に示すように、ほぼ板状を呈し、複数のボルト２９によりポンプボディ１１の開口端面に取り付けられるものであって、ポンプボディ１１の軸受孔１１ｂに対向する位置には、駆動軸１４の他端側を回転自在に支持する軸受孔１２ａが貫通形成されている。そして、このカバー部材１２の内側面にも、図示しないが、前記ポンプボディ１１と対応して、吸入ポートや吐出ポート、連通溝が、ポンプボディ１１側の吸入ポート２１や吐出ポート２２、連通溝２５に対向配置されている。

前記駆動軸１４は、図３に示すように、カバー部材１２を貫通して外部へと臨む軸方向一端部が前記クランクシャフト等に連係され、該クランクシャフト等から伝達される回転力に基づきロータ１６を図４中の時計方向へと回転させる。ここで、図４に示すように、この駆動軸１４中心を通り、かつ、前記カムリング基準線Ｍと直交する直線（以下「カムリング偏心方向線」という。）Ｎが吸入領域と吐出領域の境界線となっている。

前記ロータ１６は、図１、図４に示すように、その中心側から径方向外側へ放射状に形成された前記複数のスリット１６ａが切欠形成されていると共に、該各スリット１６ａの内側基端部には、それぞれ吐出油を導入する横断面ほぼ円形状の背圧室１６ｂが設けられていて、該ロータ１６の回転に伴う遠心力と背圧室１６ｂ内の圧力とにより、前記各ベーン１７が外方へと押し出されるようになっている。

前記各ベーン１７は、ロータ１６の回転時において、各先端面がカムリング１５の内周面に摺接すると共に、各基端面が前記各リング部材１８，１８の外周面にそれぞれ摺接するようになっている。すなわち、これらの各ベーン１７は、前記各リング部材１８，１８によってロータ１６の径方向外側へ押し上げられる構成となっており、機関回転数が低く、また、前記遠心力や背圧室１６ｂの圧力が小さい場合であっても、各先端がそれぞれカムリング１５の内周面と摺接して前記各ポンプ室２４が液密に隔成されるようになっている。

前記カムリング１５は、いわゆる焼結金属によりほぼ円筒状に一体形成され、その外周部の所定位置には、軸心が揺動支点Ｆを構成するピボットピン１９が嵌入することによって円弧凹溝状のピボット部１５ａが軸方向に沿って切欠形成されると共に、該ピボット部１５ａに対しカムリング１５の中心を挟んで反対側の位置には、所定のばね定数に設定された付勢部材たるコイルばね３３に連係するアーム部１５ｂが径方向に沿って突設されている。なお、このアーム部１５ｂには、その移動（回動）方向の一側部に、ほぼ円弧凸状に形成された図外の押圧突部が突設されていて、該押圧突部がコイルばね３３の先端部に常時当接することにより、アーム部１５ｂとコイルばね３３とが連係するようになっている。

前記揺動支点Ｆとなるピボットピン１９は、前記複数のポンプ室２４の容積が減少する吐出領域、つまり前記偏心方向線Ｎよりも図４中、右側の前記吐出ポート２２の周方向のほぼ中央位置の外側に配置されている。

また、前記ポンプボディ１１の内部には、図４、図５に示すように、前記支持穴１１ｃと対向する位置に、コイルばね３３を収容保持するばね収容室２６が、図４中の前記カムリング偏心方向線Ｎにほぼ沿うようにポンプ収容室１３に隣接して設けられていて、ばね収容室２６には、その一端壁とアーム部１５ｂ下面との間に、所定のセット荷重Ｗ１をもって前記コイルばね３３が弾装されている。なお、前記ばね収容室２６の他端壁はカムリング１５の偏心方向の移動範囲を規制する規制面２６ａとして構成され、該規制面２６ａにアーム部１５ｂの他側部が当接することによって、カムリング１５の偏心方向におけるそれ以上の移動が規制されるようになっている。

また、前記コイルばね３３は、前記複数のポンプ室２４の容積が増加する吸入領域、つまり前記境界線Ｎよりも図４中、左側の前記吸入ポート２１の周方向のほぼ中央位置の外側に配置されている。

このようにして、前記カムリング１５については、コイルばね３３の付勢力をもって、アーム部１５ｂを介してその偏心量が増大する方向（図４中の時計方向）へと常時付勢され、非作動状態では、図４に示すように、アーム部１５ｂの他側部が規制面２６ａへと押し付けられた状態となって、その偏心量が最大となる位置に規制されるようになっている。

また、前記カムリング１５の外周部には、ポンプボディ１１の内周壁により構成される前記第１、第２シール摺接面１１ｄ，１１ｅと対向して設けられた一対の第１、第２シール構成部１５ｃ，１５ｄが突出形成されると共に、これらシール構成部１５ｃ，１５ｄの各シール面にそれぞれ形成されたシール保持溝内に、カムリング１５の偏心揺動時に前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに摺接する前記第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂがそれぞれ収容保持されている。

ここで、前記第１、第２シール構成部１５ｃ，１５ｄの各シール面は、それぞれ前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅを構成する半径Ｒ１，Ｒ２よりも僅かに小さい所定の半径に形成され、各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと該各シール構成部１５ｃ，１５ｄの各シール面との間には、所定の微小なクリアランスが形成されるようになっている。一方、第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂについては、いずれも例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によってカムリング１５の軸方向に沿って直線状に細長く形成され、各シール保持溝の底部にそれぞれ配設されたゴム製の弾性部材の弾性力をもって前記各シール摺接面１１ｄ，１１ｅに押し付けられることによって、該各シール摺接面１１ｄ，１１ｅと前記各シール構成部１５ｃ，１５ｄの各シール面との間が液密に隔成されている。

さらに、前記カムリング１５の外周域には、ピボットピン１９と第１、第２シール部材２０ａ，２０ｂとによって一対の第１、第２制御油室３１，３２が隔成されている。該各制御油室３１，３２には、前記メインオイルギャラリ２７から分岐形成された制御圧導入通路７０を介してポンプ吐出圧に相当する機関内油圧が導かれる構成となっている。具体的には、第１制御油室３１には、前記制御圧導入通路７０から二股に分岐された一方の分岐通路である第１導入通路７１を通ってポンプ吐出圧が供給される一方、第２制御油室３２には、前記制御導入通路７０に切換機構である電磁切換弁６０を介して分岐された他方の分岐通路である第２導入通路７２からパイロット弁４０を経て減圧されたポンプ吐出圧（以下、「第２吐出圧」という。）が供給される。

そして、これらの各油圧を、それぞれ第１、第２制御油室３１，３２に面するカムリング１５の外周面により構成される第１、第２受圧面１５ｅ，１５ｆに掛けることによって、カムリング１５に対して図４中、時計方向あるいは反時計方向への第１、第２トルクとして作用させて移動力（揺動力）が付与されることになる。

すなわち、前記カムリング１５は、前記コイルばね３３のばね力による各ポンプ室の容積変化量が増大する方向への付勢力の他に、前記カムリング１５の第１制御油室３１から第１受圧面１５ｅに掛かる作動油圧によってカムリング１５を前記コイルばね３３のばね力に抗して偏心量が小さくなる方向への付勢力が働くと共に、前記カムリング１５の第２制御油室３２から第２受圧面１５ｆに掛かる作動油圧によってカムリング１５を前記コイルばね３３のばね力と協働して偏心量が大きくなる方向への付勢力が働くようになっている。

そして、前記第２受圧面１５ｆは、その面積が第１受圧面１５ｅと比べて大きくなるように設定され、双方に同じ油圧が作用した場合には、全体としてその偏心量を増加させる方向（図４中の時計方向）へとカムリング１５を付勢する構成となっている。

前記第１、第２受圧面１５ｅ、１５ｆの面積の相違による第１、第２トルク(付勢力)の差異は、ベクトルとして表すことができ、図４に示すように、ピボットピン１９の軸心であるカムリング１５の揺動支点Ｆを始点として前記第１シール部材２０ａ(終点)方向の第１ベクトルＢ１(半径Ｒ１)と、前記第２シール部材２０ｂ(終点)方向の第２ベクトルＢ２(半径Ｒ２)の分力に分けられる。そして、前記第２ベクトルＢ２は、第１ベクトルＢ１よりも大きくなるように構成されている。

このような構成から、前記オイルポンプ１０では、コイルばね３３のセット荷重Ｗ１に対して両制御油室３１，３２の内圧に基づく付勢力(ベクトル)が小さいときは、カムリング１５は図４に示すような最大偏心状態となる一方、吐出圧の上昇に伴い第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力(ベクトル)がコイルばね３３のセット荷重Ｗ１を上回ったときは、その吐出圧に応じてカムリング１５が同心方向(図４中、反時計方向)へ移動することとなる。

前記パイロット弁４０は、図１及び図４に示すように、カバー部材１２の一側部に一体に形成されて、内部軸方向に下端側が開口形成されバルブ収容孔４１ａを有する筒状のバルブボディ４１と、該バルブボディ４１の下端開口を閉塞するプラグ４２と、前記バルブボディ４１の内周側に軸方向へ摺動自在に収容されて、摺動位置に応じて第２制御油室３２に対する油圧の給排制御に供するスプール弁体４３と、前記バルブボディ４１の下端部の内周側に配置され、前記プラグ４２とスプール弁体４３の間に所定のセット荷重Ｗ２をもって弾装されてスプール弁体４３をバルブボディ４１の上端側へ常時付勢するバルブスプリング４４と、から主として構成されている。

前記バルブ収容孔４１ａは、内部にスプール弁体４３が収容配置されていると共に、上端壁には第２導入通路７２の下流側で分岐した第１分岐通路７２ａを介して前記電磁切換弁６０と接続される導入ポート５１が開口形成される一方、下端開口部内にはプラグ４２が圧入固定されている。

さらに、前記バルブ収容部４１ａの周壁には、その軸方向中間位置に、一端側が第２制御油室３２に接続されると共に他端側が後述する中継室５７と常時接続されることで第２制御油室３２に対して油圧の給排に供する給排ポート５２が開口形成されると共に、その軸方向下端側の位置に、一端側が吸入側に接続され、後述する中継室５７との連通を切り替えることによって該中継室５７を介して第２制御油室３２内の油圧の排出する第１ドレンポート５３が開口形成されている。

なお、前記バルブボディ４１の下端側周壁に、後述する背圧室５８と重合すると共に、前記第１ドレンポート５３と同様に吸入側に連通する第２ドレンポート５４が開口形成されている。

前記給排ポート５２は、バルブボディ４１の下部内に形成された連通路５９を介して前記第２制御油室３２に常時連通している。

また、前記バルブボディ４１の前記導入ポート５１と第１ドレンポート５３との間には、スプール弁体４３が図４に示す上方位置（図７Ａ参照）にある状態で前記第２導入通路７２の第１分岐通路７２ａよりもさらに下流端で分岐した第２分岐通路７２ｂと前記中継室５７を連通する連通ポート５５が径方向に沿って形成されている。

前記スプール弁体４３は、第１ランド部４３ａの上端面が前記導入ポート５１から導かれる吐出圧を受ける受圧面５６として形成されていると共に、軸方向の上下端部に、第１、第２ランド部４３ａ，４３ｂが設けられる。この両ランド部４３ａ，４３ｂ間に、小径軸部４３ｃが設けられていると共に、この小径軸部４３ｃの外周に、スプール弁体４３の軸方向位置によって給排ポート５２と導入ポート５１（連通ポート５５）又は第１ドレンポート５３とを中継する円筒状の中継室５７が形成されている。

なお、第２ランド部４３ｂとプラグ４２との間に、第２ランド部４３ｂの外周側（微小隙間）を通じて中継室５７より漏出したオイルの排出に供する背圧室５８が形成されている。

このような構成から、前記パイロット弁４０は、導入ポート５１から受圧面５６に作用する吐出圧が所定圧（後述するスプール弁４３の作動油圧）以下の状態では、前記セット荷重Ｗ２に基づくバルブスプリング４４の付勢力によってスプール弁体４３がバルブ収容孔４１ａの上端側の所定領域である第１領域に位置することとなる（図４及び図７Ａ参照）。

このスプール弁体４３が前記第１領域に位置することにより、連通ポート５５を介して第２分岐通路７２ｂと中継室５７が連通されると同時に、第２ランド部４３ｂによって第１ドレンポート５３と中継室５７の連通が遮断されて、給排ポート５２を介して第２制御油室３２と中継室５７が連通するようになっている。

そして、前記受圧面５６に作用する吐出圧が前記所定圧を超えると、前記バルブスプリング４４のばね力に抗してスプール弁体４３が第１領域からバルブ収容部４１ａの下方側へと移動し、該バルブ収容部４１ａの下方側の所定領域である第２領域に位置することとなる（図８Ｂ参照）。すなわち、スプール弁体４３が前記第２領域に位置することによって、給排ポート５２を介して第２制御油室３２は中継室５７との連通が維持されると同時に、第１ランド部４３ａによって連通ポート５５と中継室５７の連通が遮断されて、第１ドレンポート５３を介して中継室５７とオイルパン等が連通するようになっている。

また、前記受圧面５６に作用する吐出圧が前記所定圧以上に維持されている状態から僅かに低下する状態になった場合は、前記バルブスプリング４４のばね力によってスプール弁４３が第２領域から僅かに上方側の第３領域に位置すると、図９に示すように、スプール弁４３の第１ランド部４３ａが連通ポート５５を閉止して、中継室５７との連通を遮断すると同時に、第２ランド部４３ｂが第１ドレンポート５３を閉止して、中継室５７との連通を遮断するようになっている。これによって、第２制御油室３２と連通路５９，給排ポート５２及び中継室５５が閉回路状態になる。

前記電磁切換弁６０は、図４に示すように、前記制御圧導入通路７０と第２導入通路７２の間に介在され、内部軸方向に沿って油通路６５が貫通形成されてなるほぼ円筒状のバルブボディ６１と、該バルブボディ６１の一端部内に形成された油通路６５を拡径形成してなる弁体収容部６６と、該弁体収容部６６の外端部に圧入固定され、その中央部に第２導入通路７２の上流側の通路と接続される上流側開口部である導入ポート６７を有するシート部材６２と、該シート部材６２の内端部開口縁に形成されるバルブシート６２ａに対して離着座自在に設けられ、前記導入ポート６７の開閉に供するボール弁体６３と、前記バルブボディ６１の他端部（同図中の右側端部）に設けられたソレノイド６４と、から主として構成されている。

前記バルブボディ６１は、その一端側内周部に形成されてボール弁体６３を収容する前記弁体収容部６６の内端部開口縁にも、前記シート部材６２に有するバルブシート６２ａと同様のバルブシート６６ａが形成されている。さらに、バルブボディ６１の周壁のうち、その一端側となる前記弁体収容部６６の外周部に、第２導入通路７２の上流側が接続されてパイロット弁４０に対する油圧の給排に供される下流側開口部である給排ポート６８が径方向に沿って貫通形成されると共に、他端側となる油通路６５の外周部に、オイルパンなどのドレン側へと接続されるドレンポート６９が径方向に沿って複数貫通形成されている。

前記ソレノイド６４は、ケーシング６４ａ内部に収容される図外のコイルに通電されることにより発生する電磁力をもって、該コイルの内周側に配置されるアーマチュア及びこれに固定されるロッド６４ｂが図４中の左方向へと進出移動する構成となっている。なお、このソレノイド６４には、内燃機関の油温や水温、機関回転数など所定のパラメータによって検出ないし算出された機関運転状態に基づいて車載のＥＣＵ（図示外）から励磁電流が通電されることとなる。

このような構成から、前記ソレノイド６４への通電時には、ロッド６４ｂが進出移動することによって該ロッド６４ｂの先端部に配置されるボール弁体６３がシート部材６２側のバルブシート６２ａへと押し付けられ、導入ポート６７と給排ポート６８の連通が遮断され、油通路６５を通じ給排ポート６８とドレンポート６９が連通することとなる。一方、ソレノイド６４の非通電時には、導入ポート６７より導かれる吐出圧に基づいてボール弁体６３が後退移動することにより該ボール弁体６３がバルブボディ６１側のバルブシート６６ａへと押し付けられ、導入ポート６７と給排ポート６８が連通状態となると共に、給排ポート６８とドレンポート６９の連通が遮断されることとなる。
〔オイルポンプの作用〕
以下、本実施形態に係るオイルポンプ１０の特徴的な作用について、図７〜図９に基づいて説明する。

まず、前記オイルポンプ１０の作用説明に入る前に、該オイルポンプ１０の吐出圧制御の基準となる内燃機関の必要油圧について、図６に基づいて説明すれば、図中Ｐ１は、例えば燃費向上等に供するバルブタイミング制御装置を採用した場合の該装置の要求油圧に相当する第１機関要求油圧を、図中Ｐ２は、機関高回転時の前記クランクシャフトの軸受部潤滑に要する第２機関要求油圧をそれぞれ示す。これらの要求油圧Ｐ１、Ｐ２のように内燃機関の機関回転数Ｎに応じて、吐出圧（必要油圧）Ｐを変化させることが理想的である。

図６中における実線は、本願発明に係る前記オイルポンプ１０の油圧特性を、一点破線は、吐出圧Ｐ２に到達した到達点Ｃ−Ａからの前記従来のポンプの油圧特性を表したものである。

したがって、本実施形態におけるオイルポンプ１０は、機関始動から低回転域までの回転域に相当する図６中のａ区間では、ソレノイド６４に励磁電流が通電され、図７Ａに示すように、導入ポート６７と給排ポート６８の連通が遮断される一方、給排ポート６８とドレンポート６９が連通する。これにより、第２制御油室３２（パイロット弁４０）側には吐出圧Ｐが導入されず、パイロット弁４０のスプール弁体４３は第１領域に位置することとなる。したがって、第２制御油室３２内のオイルは、図中矢印で示すように、連通路５９から給排ポート５２、中継室５７、第２分岐通路７２ｂ及び油通路６５を通って電磁切換弁６０のドレンポート６９から排出され、第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される。

ここで、この機関回転域では吐出圧Ｐがカムリング１５を揺動させる作動油圧よりも低い状態となっているため、カムリング１５が最大偏心状態で保持されて、吐出圧Ｐは機関回転数Ｎにほぼ比例するかたちで増大する特性となる。

その後、機関回転数Ｎが上昇して吐出圧Ｐが、カムリング１５が揺動する作動油圧に到達すると、図７Ｂに示すように、ソレノイド６４に対しては前記通電状態が維持され、引き続き第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される。これにより、第１制御油室３１の内圧に基づく付勢力がコイルばね３３の付勢力Ｗ１に打ち勝ち、カムリング１５が同心方向へと移動を始める。この結果、吐出圧Ｐが減少することとなり、前述のカムリング１５が最大偏心状態にあるときと比べて、該吐出圧Ｐの増加量が小さくなる（図６のｂ区間）。

続いて、機関回転数Ｎがさらに上昇し、機関運転状態において第２機関要求油圧Ｐ２が必要になると、ソレノイド６４に対する通電が遮断され、図８Ａに示すように、導入ポート６７と給排ポート６８が連通する一方、給排ポート６８とドレンポート６９の連通が遮断される。したがって、第２導入通路７２から導入される吐出圧Ｐが第１分岐通路７２ａを介してパイロット弁４０の受圧面５６へと導かれる。このとき、吐出圧Ｐは未だスプール弁４３が作動する作動油圧に達していないため、パイロット弁４０のスプール弁体４３は第１領域の位置に維持されることとなり、連通ポート５５と中継室５７及び給排ポート５２が連通状態となっていると共に、第２ランド部４３ｂによって第１ドレンポート５３が遮断されて、前記第２吐出圧が第２制御油室３２へと供給される。

これにより、コイルばね３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力によってカムリング１５に対する偏心方向の付勢力が第１制御油室３１の内圧に基づく同心方向の付勢力を上回って、カムリング１５の偏心量が増加する方向へと押し戻され、吐出圧Ｐの増加量が再び大きくなる（図６中のｃ区間）。

その後、かかる増大特性に基づき吐出圧Ｐが上昇してスプール弁４３の作動油圧に到達すると、図８Ｂに示すように、パイロット弁４０にて、導入ポート５１より受圧面５６に作用する吐出圧Ｐに基づいてスプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗ２に抗して下方側（プラグ４２側）へと移動して、この位置が第１領域から第２領域へと切り替わる。これにより、連通ポート５５のバルブ収容孔４１ａ側の開口が第１ランド部４３ａによって遮断されると共に、中継室５７を介して給排ポート５２と第１ドレンポート５３が連通することから、第２制御油室３２内のオイルが排出されて、第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される。この結果、第１制御油室３２の内圧に基づく同心方向の付勢力がコイルばね３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力からなる偏心方向の付勢力を上回って、カムリング１５が同心方向へ移動することにより、吐出圧Ｐが減少する。

そうして、この吐出圧Ｐの減少によりスプール弁体４３の受圧面５６に作用する油圧（吐出圧Ｐ）がスプール弁４３の作動油圧を下回ると、図８Ａに示すように、該吐出圧Ｐによる付勢力にバルブスプリング４４の付勢力Ｗ２が打ち勝ち、スプール弁体４３が導入ポート５１側へと移動する。これにより、パイロット弁４０の連通ポート５５と給排ポート５２が連通し、第２制御油室３２に再び第２吐出圧が供給される。この結果、カムリング１５は偏心方向へと押し戻されて、吐出圧Ｐが再び増大する。

その後、この吐出圧Ｐの増大によって、スプール弁体４３の受圧面５６に作用する油圧がスプール弁４３の作動油圧を上回ると、図８Ｂに示すように、該スプール弁体４３がバルブスプリング４４の付勢力Ｗ２に抗して再び第２領域へと移動する。これにより、前述のように、第２制御油室３２内のオイルは排出されて、第１制御油室３１のみに吐出圧Ｐが供給される。この結果、第１制御油室３１の内圧に基づく同心方向の付勢力がコイルばね３３の付勢力Ｗ１と第２制御油室３２の内圧に基づく付勢力との合力からなる前記偏心方向の付勢力を上回って、カムリング１５が同心方向へ移動することにより、吐出圧Ｐが再び減少する。

このように、本実施形態のオイルポンプ１０は、パイロット弁４０のスプール弁体４３によって、第２制御油室３２に連通する給排ポート５２と連通ポート５５または第１ドレンポート５３との連通が連続的に交互に切り替わることにより、吐出圧Ｐがスプール弁４３の作動油圧に維持されるように調整されることとなる。このとき、かかる調圧は、パイロット弁４０による給排ポート５２の切換によって行われるため、コイルばね３３のばね定数による影響を受けることがない。また、前記調圧は、前記給排ポート５２の切換に係るスプール弁体４３の極狭いストロークの範囲で行われるため、バルブスプリング４４のばね定数による影響を受けるおそれもない。この結果、このｄ区間では、オイルポンプ１０の吐出圧Ｐが機関回転数Ｎの上昇に伴い比例的に増大するのではなくほぼフラットな特性となる。

以上のように、本実施形態に係るオイルポンプ１０では、前記パイロット弁４０による調圧制御に基づき、少なくとも第２機関要求油圧Ｐ２と同じ高い所定圧（スプール弁作動油圧）に維持することが要請される機関回転域（図６中のｄ区間）において、吐出圧Ｐを前記高い所定圧Ｐ２に維持することが可能になる。

つまり、本実施形態に係るオイルポンプ１０の場合には、吐出圧Ｐがカムリング１５の作動油圧より大きく、前記所定圧であるスプール弁４３の作動油圧以下となっている状態から、吐出圧Ｐがスプール弁４３の作動油圧を超えたところでスプール弁体４３が第１領域から第２領域へと移動し、この移動に伴いカムリング１５の偏心量が減少することで吐出圧Ｐが再びスプール弁作動油圧を下回りスプール弁体４３が第１領域へと戻る、といったスプール弁体４３による給排ポート５２の連通切換が連続的に繰り返し行われる結果、吐出圧Ｐをスプール弁４３の作動油圧に維持することが可能となり、所定の高圧特性Ｐ２を維持することができる。

しかも、本実施形態に係るオイルポンプ１０は、前述のように、パイロット弁４０のスプール弁４３の摺動位置が第１領域から第２領域へ移動して、オイルが前記第２制御油室３２から中継室５７を通って第１ドレンポート５３へと排出される直前に、図９に示すように、前記スプール弁４３の第１ランド部４３ａが連通ポート５５のバルブ収容孔４１ａ側の開口を閉止すると同時に、第２ランド部４３ｂが第１ドレンポート５３の開口端を閉止して、前記第２制御油室３２と連通路５９及び給排ポート５２が一時的に閉回路状態になる。

このため、第２制御油室３２内にオイルが充填された状態に保持されることから、カムリング１５は、第１制御油室３１側の第１受圧面１５ｅよりも面積の大きな第２制御油室３２側の第２受圧面１５ｆに作用する作動油圧(第２ベクトルＢ２)と、コイルばね３３のばね力の合力とによって偏心量が増大する方向の位置に安定に保持される。

すなわち、前述した従来のオイルポンプでは、前記機関回転数Ｎが上昇した際にオイル内に多くの気泡が発生して、この気泡が吐出領域において各ポンプ室２４内で圧潰されることにより、前記各ポンプ室２４の内圧バランスが崩れることによってカムリング１５の挙動が不安定になる。この結果、前記高圧特性Ｐ２の状態において、図６の一点鎖線で示すように、吐出圧Ｐが低下して所望の吐出圧が得られないおそれがある。

これに対して、本実施形態では、機関高回転域で、たとえ吐出領域において各ポンプ室２４内の気泡が圧潰されて前記各ポンプ室２４の内圧バランスが崩れたとしても、前述したように、前記第２受圧面１５ｆの面積が第１受圧面１５ｅの面積よりも大きく形成されて、第１制御油室３１側に作用する第１ベクトルＢ１よりも第２制御油室３２側に作用する第２ベクトルＢ２の方が大きくなることから、カムリング１５は偏心量が増加する方向へ移動した位置に保持される。したがって、カムリング１５の挙動の不安定化を抑制することが可能になり、この結果、前記高圧特性Ｐ２をフラットな状態に維持することができる。
〔第２実施形態〕
図１０は可変容量形オイルポンプの第２実施形態を示し、基本構成は第１実施形態と同様であるが、異なるところは、第１制御油室３１と第２制御油室３２との間に第３制御油室８０が設けられている。

すなわち、前記ポンプボディ１１の第１シール摺接面１１ｄが、周方向の前記カムリング１５のアーム部１５ｂ方向へ移動配置されて、第１制御油室３１全体が同方向へ移動されていると共に、前記ポンプボディ１１のピボットピン１９を支持する支持穴１１ｃと第１制御油室３１との間に第３制御油室８０が設けられている。

具体的には、前記カムリング１５の外周部には、ポンプボディ１１の内周壁により構成される第３シール摺接面１１ｆと対向して設けられた第３シール構成部１５ｈが突出形成されると共に、このシール構成部１５ｈの外面にそれぞれ形成されたシール保持溝内に、カムリング１５の偏心揺動時に前記第３シール摺接面１１ｆに摺接する第３シール部材２０ｃが収容保持されている。

前記第３シール部材２０ｃは、第１、第２シール部材２０ａ、２０ｂと同じく例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によって直線状に細長く形成され、シール保持溝の底部にそれぞれ配設されたゴム製の弾性部材の弾性力をもって前記第３シール摺接面１１ｆに押し付けられることによって、該第３シール摺接面１１ｆとの間が液密に隔成されている。

前記ピボットピン１９と第３シール部材２０ｃとによって前記第３制御油室８０が隔成されている。この第３制御油室８０は、ドレンポート８１を介して前記オイルパン内などの低圧部に連通している。

このように、前記ピボットピン１９と第１制御油室３１との間に、第３制御油室８０を設けることによって、カムリング１５の第１制御油室３１に対向する第１受圧面１５ｅの面積が、第１実施形態と同等であったとしても、第１ベクトルＢ１（半径Ｒ１）が第１実施形態より大きくなっている。つまり、カムリング１５の揺動力に寄与する第２ベクトルＢ２が第１ベクトルＢ１より大きければ良く、第１、第２制御油室３１、３２の配置は、カムリング１５の外周回りに適宜配置可能となる。

なお、パイロット弁４０や電磁切換弁６０の作動や、これらの両弁４０，６０の制御によってカムリング１５の揺動位置を制御することによって吐出圧の高圧特性と低圧特性の２段階制御が得られることは第１実施形態と同様である。

また、第１制御油室３１や第２制御油室３２から前記第３シール部材２０ｃやピボットピン１９等を介してリークしたオイルが第３制御油室８０内に捕集され、ここからドレンポート８１を介して外部に排出させることができることから、前記第１制御油室３１や第２制御油室３２の内部に供給されているオイル量を精度良く制御できる。これによって、前記カムリング１５の揺動位置制御のさらなる安定化が図れる。
〔第３実施形態〕
図１１は第３実施形態を示し、この実施形態では、第３制御油室９０の形成位置を変更したもので、第１制御油室３１が第１実施形態と同じ位置に形成されているが、前記ポンプボディ１１のピボットピン１９を支持する支持穴１１ｃと第２制御油室３２との間に第３制御油室９０が設けられている。

具体的には、前記カムリング１５の外周部には、ポンプボディ１１の内周壁により構成される第３シール摺接面１１ｇと対向して設けられた第３シール構成部１５ｉが突出形成されると共に、このシール構成部１５ｉの外面に形成されたシール保持溝内に、カムリング１５の偏心揺動時に前記第３シール摺接面１１ｇに摺接する第３シール部材２０ｄが収容保持されている。

前記第３シール部材２０ｄは、第１、第２シール部材２０ａ、２０ｂと同じく例えば低摩擦特性を有するフッ素系樹脂材によって直線状に細長く形成され、シール保持溝の底部にそれぞれ配設されたゴム製の弾性部材の弾性力をもって前記第３シール摺接面１１ｇに押し付けられることによって、ピボットピン１９と第３シール摺接面１１ｇとの間に第３制御油室９０が液密に隔成されている。この第３制御油室９０は、ドレンポート９１を介して前記オイルパン内などの低圧部に連通している。

このように、前記ピボットピン１９と第２制御油室３２との間に、第３制御油室９０が設けられていても、前記ピボットピン１９から前記第１シール摺接面１１ｄまでの半径Ｒ１の第１ベクトルＢ１よりも第２シール摺接面１１ｅまでの半径Ｒ２の第２ベクトルＢ２の方が大きく、第２制御油室３２の油圧によるトルクベクトル（第２トルク）の方が第１制御油室３１の油圧によるトルクベクトル（第１トルク）の方が大きくなるから、高圧特性Ｐ２でのカムリング１５の安定した位置保持が可能になる。

なお、パイロット弁４０や電磁切換弁６０の作動や、これらの両弁４０，６０の制御によってカムリング１５の揺動位置を制御することによって吐出圧の高圧特性と低圧特性の２段階制御が得られることは第１実施形態と同様である。

また、第１制御油室３１や第２制御油室３２から前記第３シール部材２０ｄやピボットピン１９等を介してリークしたオイルが第３制御油室９０内に捕集され、ここからドレンポート９１を介して外部に排出させることができることから、前記第１制御油室３１や第２制御油室３２の内部に供給されているオイル量を精度良く制御できので、カムリング１５の揺動位置制御のさらなる安定化が図れる。

本発明は、前記実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば前記機関要求油圧Ｐ１、Ｐ２や前記カムリング１５の作動油圧及びスプール弁４３の作動油圧については、前記オイルポンプ１０が搭載される車両の内燃機関やバルブタイミング制御装置等の仕様に応じて自由に変更することができる。

また、前記実施形態では、前記カムリング１５を揺動させることで吐出量を可変にする形態を例に説明しているが、該吐出量を可変にする手段としては、上記揺動に係る手段のみならず、例えばカムリング１５を径方向へと直線的に移動させることによって行うこととしてもよい。換言すれば、吐出量を変更し得る構成（前記ポンプ室２４の容積変化量を変更し得る構成）であれば、カムリング１５の移動の態様は問わない。

また、前記実施形態では、可変容量形ベーンポンプを例に説明したが、例えばトロコイド型ポンプに本発明を適用することも可能であり、この場合、外接歯車を構成するアウターロータが前記揺動部材に該当する。そして、かかるアウターロータを前記カムリング１５と同様に偏心移動自在に配置すると共にその外周側に前記制御油室やスプリングを配置することにより、前記可変機構が構成されることとなる。

前記実施形態から把握される以下の請求項以外の発明の技術的思想について以下に説明する。
〔請求項ａ〕
請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記揺動支点を挟んだ周方向の前記第１制御油室と第２制御油室との間でかつ前記揺動支点と第１制御油室に隣接した位置に、低圧側と連通する第３制御油室を有することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｂ〕
請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記揺動支点を挟んだ周方向の前記第１制御油室と第２制御油室との間でかつ前記揺動支点と第２制御油室に隣接した位置に、低圧側と連通する第３制御油室を有することを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｃ〕
請求項ｂに記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第２トルクに供される前記揺動部材の外周面に形成された第２受圧面の面積は、前記第１トルクに供される前記揺動部材の外周面の第１受圧面の面積よりも大きく形成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｄ〕
請求項９に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記第２受圧面の面積は、前記第１受圧面の面積よりも大きく形成されていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｅ〕
請求項ｄに記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記揺動支点は、前記吐出部を有する前記複数のポンプ室の容積が減少する吐出領域に設けられている一方、
前記付勢部材は、前記吸入部を有する前記複数のポンプ室の容積が増加する吸入領域に設けられ、
前記第１、第２半径長さは、前記吸入領域に設けられていることを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
〔請求項ｆ〕
請求項ｅに記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
前記ポンプハウジングの内側に設けられた前記揺動部材の外周が摺接する第３シール摺接部と前記揺動部材の外周及び前記揺動支点とによって隔成されて、低圧側と連通する第３制御油室を前記吐出領域に配置したことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。

１０…オイルポンプ
１１…ポンプボディ（ポンプハウジング）
１１ｃ…支持穴
１１ｄ…第１シール摺接面(第１シール摺接部)
１１ｅ…第２シール摺接面(第２シール摺接部)
１２…カバー部材（ポンプハウジング）
１５…カムリング
１５ａ…ピボット部
１５ｂ…アーム部
１５ｃ・１５ｄ…第１、第２シール構成部
１５ｅ…第１受圧面
１５ｆ…第２受圧面
１６…ロータ
１７…ベーン
２１ａ…吸入ポート（吸入部）
２２ａ…吐出ポート（吐出部）
２４…ポンプ室
３１…第１制御油室
３２…第２制御油室
３３…コイルばね（付勢部材）
４０…パイロット弁（制御機構）
６０…ソレノイドバルブ（切換機構）
Ｂ１…第１ベクトル
Ｂ２…第２ベクトル

Claims (2)

1. 内燃機関に用いられる可変容量形オイルポンプにおいて、
   ポンプ収容室を有するポンプハウジングと、
   前記ポンプ収容室に収容され、前記ポンプ収容室の内周面に設けられた揺動支点を中心として揺動する揺動部材と、
   前記揺動部材の内部に収容されたポンプ構成体であって、回転中心が前記揺動部材の内径の中心と偏心して配置され、前記回転中心に対する径方向において、前記揺動部材との間で複数のポンプ室を形成し、回転に伴って前記複数のポンプ室の容積が増加する吸入領域に設けられた吸入部から作動油を吸入し、回転に伴って前記複数のポンプ室の容積が減少する吐出領域に設けられた吐出部に作動油を吐出する前記ポンプ構成体と、
   セット荷重が付与された状態で設けられ、前記揺動部材の内径の中心と前記ポンプ構成体の回転中心との間の偏心量が増大する方向へ前記揺動部材を付勢する付勢部材と、
   前記揺動部材の外周部に設けられ、前記ポンプ収容部の内周面に当接する第１シール部材と、
   前記揺動部材の揺動支点から前記第１シール部材までの距離よりも、前記揺動支点から遠い距離にある前記揺動部材の外周部に設けられ、前記ポンプ収容部の内周面に当接する第２シール部材と、
   前記ポンプ収容室と前記揺動部材との間に形成されると共に、前記吐出領域に配置された前記揺動支点と前記第１シール部材との間に設けられた第1制御油室であって、前記第1制御油室に作動油が供給されることによって前記偏心量が減少する方向へ前記揺動部材が移動したときに容積が増加する前記第１制御油室と、
   前記ポンプ収容室と前記揺動部材との間に形成されると共に、前記前記揺動支点と前記第２シール部材との間に設けられた第２制御油室であって、前記第２制御油室に作動油が供給されることによって前記偏心量が増加する方向へ前記揺動部材が移動したときに容積が増加する前記第２制御油室と、
   を備え
   前記第２制御油室に面する前記揺動部材の第２受圧面の面積は、前記第1制御油室に面する前記揺動部材の第1受圧面の面積よりも大きいことを特徴とする可変容量形オイルポンプ。
2. 請求項１に記載の可変容量形オイルポンプにおいて、
   前記第２制御油室は、切換機構によって、前記吐出部から吐出された作動油が導かれるか、あるいは、前記第２制御油室内の作動油を排出される可変容量形オイルポンプ。

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